Die Erfindung betrifft die Ausbildung eines Bewegungswandlers zur Umsetzung von Schwingungen eines mechanischen Schwingers in eine Drehbewegung über eine Vorschub.
klinke, welche mit ihrer Basis an diesem Schwinger befestigt ist und mit ihrem freien Ende in die Zähne eines Sperrades eingreift. Ein solcher Bewegungswandler ist insbesondere geeignet zur Verwendung als Antrieb eines Synchronmotors, beispielsweise für Anzeige- und bzw. oder Stellzwecke.
Die üblichen Umwandler dieser Art sind im allgemeinen so ausgebildet, dass sie ein Paar Klinken aufweisen, von denen die eine die Vorschubklinke und die andere die Stopklinke ist und wobei die Vorschubklinke fest an dem mechanischen Schwinger sitzt und in Eingriff mit der Zahnung eines Sperrades gehalten wird, so dass die Schwingungen des Schwingers das Sperrad in entsprechende Drehbewegungen versetzen. Die Stopklinke wird ebenfalls in Eingriff mit der Zahnung des Sperrades gehalten und dient dazu, eine etwaige Drehung des Sperrades in umgekehrter Richtung als die Antriebsrichtung zu verhindern. Durch diese Anordnung ergibt sich aber, dass der Antrieb des Sperrades nur schrittweise mit Unterbrechungen erfolgen kann.
Diese Art Bewegungswandler sind beispielsweise bekannt bei einem Antriebsmechanismus, wobei eine Stimmgabel als mechanischer Schwinger verwendet wird und die Vorschubklinke schwenkbar hieran befestigt ist. Diese Vorschubklinke greift dann in die Zahnung des Sperrades ein und treibt dieses an.
Ein derartiger Sperradmechanismus weist jedoch verschiedene Nachteile auf. So muss beispielsweise für eine einwandfreie Übertragung der Schwingungsbewegungen des mechanischen Schwingers auf das Sperrad der gegenseitige Abstand zwischen der Vorschubklinke und der Stopklinke genau eingehalten werden und eine bestimmte Mehrzahl von Zahnabständen des Sperrades zuzüglich einem halben Abstand hiervon betragen, gemessen an den Berührungspunkten zwischen diesen Klinken und dem Sperrad. Dieses Erfordernis muss soweit wie möglich erfüllt sein, was naturgemäss eine äusserst schwierige und zeitraubende Einstellarbeit erfordert, wenn ein derartiger Wandler einwandfrei arbeiten soll.
Wenn dann die erforderliche Lage zwischen Sperrad und Klinken einmal eingerichtet ist, genügt oft schon ein leichter Stoss oder eine Erschütterung von aussen, so dass sich die gegenseitige Ausrichtung wieder verschiebt. Wenn eine solche Einwirkung von aussen auftritt, wird natürlich die regelmässige Arbeitsweise des Antriebes erheblich gestört.
Insbesondere wenn die Vorschub- und die Stopklinken parallel zueinander und in enger gegenseitiger Beziehung stehen und wenn das Sperrad leicht exzentrisch von seiner wirklichen und richtigen Lage montiert ist, wie es durch unvermeidliche mechanische Fehler vorkommen kann, wird der gegenseitige Abstand zwischen den beiden Klinken bei jeder Umdrehung des Sperrades schwanken und hierbei regelmässige Abweichungen in ihren gegenseitigen Arbeitsstellungen hervorrufen, was naturgemäss eine Störung des erstrebten, dynamischen Gleichgewichtes in dem regelmässigen Antrieb hervorruft. Wie praktische Erfahrungen gezeigt haben, soll die tatsächlich zulässige Exzentrizität in der Montage des Sperrades innerhalb einem geringen Teil eines Zahnabstandes liegen.
Es ist daher eine hohe Präzision in der Bearbeitung und Montage eines derartigen Sperrades erforderlich, insbesondere, wenn es sich um einen Antrieb mit kleinen Abmessungen handelt. Die praktische Verwirklichung dieser Erfordernisse kann daher nur mit erheblichen Schwierigkeiten und einer nur verhältnismässig hohen Arbeitsleistung erzielt werden.
Aus gleichem Grunde erhöht man auch nicht die Anzahl der Sperradzähne, wie es zur Erzielung einer besseren Bewegungsumwandlung erforderlich wäre, indem das Sperrad eine geringere Umdrehungsgeschwindigkeit hätte.
Um eine gleichmässige und wirksame Umwandlung der Schwingung zu erzielen, wird angestrebt, hierbei möglichst einen kontinuierlichen Antrieb des Sperrades zu erzielen anstelle des bisher üblicherweise verwendeten schrittweisen Antriebes. Darüber hinaus ist auch die Abschaffung oder Weglassung der Stopklinke äusserst wünschenswert, so dass eine Vereinfachung beim Zusammenbau des Bewegungswandlers erzielbar ist.
Zweck der Erfindung ist daher die Schaffung eines derartigen Bewegungswandlers zur Umsetzung von Schwingungen eines mechanischen Schwingers in eine Drehbewegung über eine Vorschubklinke, welche mit ihrer Basis an diesem Schwinger befestigt ist und mit ihrem freien Ende in die Zähne eines Sperrades eingreift.
Ein solcher Bewegungswandler ist hierzu erfindungsgemäss gekennzeichnet durch eine durch Verformung in Schwingungsrichtung elastische Vorschubklinke und durch ein Sperrad mit einer zusätzlichen, zur Vermeidung einer Radrückdrehung ein erhöhtes Trägheitsmoment bewirkenden Gewichtsbelastung, welches über ein Ritzel ein Räderwerk treibt.
Zur Erhöhung dieses Trägheitsmomentes kann das Sperrrad mit einem zusätzlichen Trägheitsrad ausgestattet sein.
Es ist ferner möglich, ein solches Sperrad mit einem ersten zusätzlichen Trägheitsrad in Form eines Zahnrades auszustatten, welches dann mit einem weiteren, zweiten Trägheitsrad in Eingriff steht. Hierbei ist es zweckmässig, zur Erhöhung der Gegenkraft gegen ein durch äussere Einflüsse auf das Sperrad ausgeübtes Drehmoment das erste Trägheitsrad mit etwa dem gleichen Winkelmoment wie das zweite Trägheitsrad auszustatten.
Bei einer bevorzugten Ausführungsform des erfindungsgemässen Bewegungswandlers zum Antrieb eines Synchronmotors wird der absolute Summenwert der Winkelmomente des Sperrades und der sich in gleicher Richtung drehenden Übersetzungszahnräder zweckmässigerweise im wesentlichen gleich gewählt wie der absolute Summenwert der übrigen Zahnräder des Räderwerkes, welche sich in entgegengesetzter Richtung wie das Sperrad drehen, so dass hierdurch auch eine erhöhte Gegenkraft gegen ein störendes, von aussen auf das Sperrad übertragenes Drehmoment erzielbar ist.
In den beigefügten Zeichnungen sind beispielsweise Ausführungsmöglichkeiten des erfindungsgemässen Bewegungswandlers dargestellt, wobei zeigen:
Fig. 1 eine schematische Darstellung der wesentlichsten Teile eines erfindungsgemäss ausgebildeten Bewegungswandlers,
Fig. 2 und 3 zwei schematische Darstellungen über die Ar beitsweise des Bewegungswandlers nach Fig. 1,
Fig. 4 die Darstellung einer weiteren Ausführungsform eines erfindungsgemässen Bewegungswandlers, wobei einige Teile geschnitten und in vereinfachter Weise dargestellt sind,
Fig. 5a bis 5f Ausführungsmöglichkeiten einer Vorschubklinke gemäss der Erfindung und
Fig. 6 eine Darstellung der Wirkungsweise des Bewegungswandlers.
Die Fig. 1 zeigt in schematischer Darstellung einen üblichen, mechanischen Schwinger 1, welcher vorzugsweise in
Form einer Stimmgabel ausgebildet ist. Hierbei wird der Stimmgabelarm in der Weise angeregt, dass er Schwingungen in der Zeichenebene ausführt, wie es durch den Doppelpfeil angedeutet ist.
Eine Vorschubklinke 2, vorzugsweise in Form eines Stahldrahtabschnittes, sitzt mit ihrer Basis fest und starr an dem mechanischen Schwinger, wo sie mit einer geeigneten Einrichtung 3, beispielsweise mit einem geschlitzten Zapfen, befestigt ist oder in einer entsprechenden Bohrung des Schwin gers 1 gehalten wird. Das andere, freie Ende dieser Vorschubklinke ist mit einem fest angeordneten Palettenstein 2a ausgestattet und wird in Eingriff mit der Zahnung 4a eines Sperrades 4 gehalten.
Die Basis des Schwingers 1 ist fest montiert in einer Grundplatte 100.
Konzentrisch mit dem Sperrad 4 ist nun ein Flügelrad 5 vorgesehen, wobei diese beiden Räder weiterhin fest und konzentrisch mit einem Ritzel 6 verbunden sind. Diese Anordnung ist drehbar in geeigneten Trägerelementen gelagert, beispielsweise einer Platte oder dergleichen und zwar mittels einer üblichen Welle, die in der Zeichnung nicht dargestellt ist.
Ein Zwischenabschnitt 2b zwischen der Basis und dem freien Ende der Vorschubklinke ist etwa S-förmig oder ähnlich ausgebildet, so dass hierdurch eine gewisse Elastizität in axialer oder Schwingungsrichtung dieser Vorschubklinke besteht. Zusätzlich wird diese Vorschubklinke 2 mit ihrem freien Ende zwischen die Zähne 4a des Sperrades 4 mit einem leichten, radial gerichteten und elastischen Federdruck gedrückt.
Das erwähnte Ritzel 6 steht in Eingriff mit einem Zwischenrad 7, welches seinerseits wieder fest verbunden ist mit einem Ritzel 8. Dieses Zahnrad 7 und das Ritzel 8 stellen zusammen eine Zwischenradanordnung dar, welche ebenfalls in der vorerwähnten Platte gelagert sein kann.
Das Ritzel 8 steht in Eingriff mit einem weiteren Zahnrad 9, welches einen radialen Hebelarm 10 trägt, wie es schematisch dargestellt ist.
Die Arbeitsweise dieser ersten Ausführungsform des erfin dungsgemäss ausgebildeten Bewegungswandlers wird nachfol gend anhand der Fig. 2 und 3 näher erläutert.
Streng genommen ist hierbei vorzugsweise eine Behandlung mittels einer Gleichung einer kinetischen Energie erforderlich, einschliesslich das Schwingungssystem und das Drehsystem, welches in dem Wandler enthalten ist. Es wird jedoch genügen, vereinfachte Gleichungen anzuwenden, hauptsächlich für die stetigen oder regelmässigen Arbeitsbedingungen des Wandlers unter folgenden, vereinfachenden Annahmen.
Die Trägheit der Sperradanordnung, einschliesslich des Sperrades 4 und aller weiteren Teile bis zum Hebelarm 10, wird gross genug gewählt, so dass eine praktisch konstante Drehgeschwindigkeit aufrechterhalten wird, wenn ein Antrieb erfolgt, wie es nachstehend noch beschrieben wird.
Eine solche Trägheitswirkung muss vorhanden sein trotz der Antriebskraft durch die Vorschubklinke 2, der Belastung aufgrund des Räderwerkes, dem Reibungsverlust, welcher hauptsächlich zwischen dem Palettenstein 2a und der Zahnfläche des Sperrades 4 auftritt, sowie der Gegenkraft zwischen diesem Stein und dieser Fläche beim Zurückgleiten der Vorschubklinke 2. Genauer ausgedrückt entspricht die Trägheit dem Verhältnis der kinetischen Energie des Räderwerkes, ein schliesslich Sperrad 4 und den genannten drehbaren Teilen, multipliziert mit der ganzen Zahl 2 und dividiert durch eine Wurzel der Umfangsgeschwindigkeit des Sperrades 4, wobei diese Trägheit die Dimensionen einer Masse hat.
Die Masse der Vorschubklinke 2 wird so klein genug gewählt, dass sie im Vergleich zu dieser Trägheit vernachlässigt werden kann.
Weiterhin soll vorausgesetzt werden, dass das befestigte Basisende der Vorschubklinke 2 gegenüber einer Zeitachse eine sinusförmige Bewegung ausführt mit einer konstanten Frequenz, welche gleich ist derjenigen des mechanischen Schwingers 1, und zwar unabhängig von irgendeiner störenden Kraft in umgekehrter Richtung, welche von dem Palettenstein 2a her über diese Vorschubklinke 2 auf den Befestigungspunkt ausgeübt wird.
Es soll auch vorausgesetzt werden, dass beim Gleiten des Palettensteines 2a über die schräge Zahnfläche des Sperr zahnes 4a die axiale Verschiebung des Palettensteines gleich ist derjenigen des Basisendes der Vorschubklinke 2, und zwar ebenfalls wieder unabhängig von dem Reibungswiderstand zwischen dem Palettenstein und der geneigten Zahnfläche an dem Sperrad 4.
Unter Bezugnahme auf die Fig. 2 und 3 sollen nun die gegenseitigen Verhältnisse der Schwingbewegung des mechanischen Schwingers 1, des Palettensteines 2a und des Sperrzahn nes 4a im einzelnen näher beschrieben werden. Hierbei bezeichnet in Fig. 2 die horizontale Achse x die Verschiebung des Basisendes der Vorschubklinke 2 und die Verschiebung jedes der verschiedenen Sperrzähne, während die vertikale Achse t den entsprechenden Zeitablauf darstellt. Fig. 3 zeigt sehr schematisch und in vergrösserter Darstellung einen Teil oder Ausschnitt aus Fig. 1.
In den Fig. 2 und 3 ist der Palettenstein 2a in einer Lage, wo er durch die Bewegung der Vorschubklinke 2 in Richtung x verschoben wird. Diese Ausgangsstellung entspricht etwa dem Schnittpunkt der beiden Achsen x und t am Punkt 0. Diese Ausgangsstellung des Palettensteines 2a ist in der Fig. 3 dargestellt. Die gleiche Stellung des Palettensteines zeigt der Punkt PO in Fig. 2.
Mit der Schwingbewegung des mechanischen Schwingers 1 verschiebt sich der Palettenstein 2a unter diesen Bedingungen von seiner Ausgangsstellung PO entlang der geneigten Zahnfläche (N+1)" des Zahnes (N+l) des Sperrades in Vorschubrichtung gegen die Anschlagsfläche N' dieses Sperrzahnes, und zwar mit einer grösseren Geschwindigkeit als der entsprechende Sperrzahn, bis dieser Palettenstein gegen die Anschlagsfläche N' anschlägt. Dieser Verschiebungsbewegung entspricht der Kurventeil P,-PI. Das Zeitintervall, innerhalb welchem diese Bewegung abläuft, ist in dem Diagramm der Fig. 2 mit t bezeichnet.
Bei weiterer Vorwärtsbewegung und Antrieb des Sperrades 4 durch den Palettenstein 2a innerhalb eines Zeitraumes (T-t2), wobei der Zahn N des Sperrades eine Fortbewegung erfährt, wird eine bestimmte Menge an elastischer Energie in dem elastischen Abschnitt 2b der Vorschubklinke 2 gespeichert. Während dieser Energiespeicherung und diesem elastischen Antrieb innerhalb des Zeitabschnittes (t,-t2) beschreibt das Basisende der Vorschubklinke 2 einen Kurvenabschnitt (Pi-P2) auf der sinusförmigen Kurve in Fig. 2, während der Palettenstein 2a sich entlang einem geraden Kurven abschnitt (P1-P2) bewegt, welcher ebenfalls in der Fig. 2 eingezeichnet ist.
Die gespeicherte, elastische Energie in dem elastischen Abschnitt 2b kann hierbei ausgedrückt werden durch das gestrichelte Feld SD
An dem Punkt P2, welcher dem Zeitpunkt t2 entspricht, ist alle gespeicherte Energie für einen elastischen Antrieb des Sperrades 4 verbraucht. Während des anschliessenden Zeitabschnittes (t2-l/fl, wobei f die Schwingungsfrequenz des Schwingers list und dem Punkt P4 entspricht, hört der Antriebskontakt des Palettensteines 2a mit dem Zahnanschlag N' auf und dieser Palettenstein 2a gleitet über den Zahn (N+l) auf den nächstfolgenden Zahn (N+2) usw.
Während dieser Endphase einer Schwingungsbewegung des Schwingers 1 beschreiben die Basis der Vorschubklinke 2 und der Palettenstein 2a einen Kurvenabschnitt P2-P3-P4 nach Fig. 2. Auf diese Weise ist an dem Zeitpunkt P4 oder (I/f) eine vollständige Schwingung ausgeführt.
Zur Erläuterung der vorstehend beschriebenen Schwingungsbewegung des Palettensteines durch die axial elastische Vorschubklinke, soll folgende Nomenklatur angenommen werden:
X = horizontaler Abstand zwischen der vorderen, die An triebskraft aufnehmenden Anschlagsfläche des Zahnes N' und dem äusseren Ende des Palettensteines 2a, X, = horizontale Verschiebung der Basis der Vorschubklinke 2, X2 = horizontale Verschiebung der Anschlagsfläche des Zahnes N, P = Abstand der Sperrzähne 4a, K = Federkonstante der Vorschubklinke 2, gemessen in deren axialer Richtung, f = Schwingungsfrequenz des Schwingers, A = die Halbamplitude, gemessen am Basisende der Vorschubklinke, n = Anzahl der Sperrzähne beim Durchgang an der Spitze des Palettensteines während der Ausführung einer kompletten Schwingung, v = Vorschubgeschwindigkeit des Sperrzahnes,
gemessen in Umfangsrichtung des Sperrades, XO = Anfangsabstand des Palettensteines, gemessen in der am weitesten zurückgezogenen Stellung zwischen der Anschlagsfläche des Sperrzahnes und dem vorderen Ende des Palettensteines, bevor = Zeit, gemessen von dem Ausgangspunkt O in der am weitesten zurückgezogenen Stellung des Palettensteines, gevor dieser an die Anschlagsfläche des Sperrzahnes N anschlägt, t, = Zeitpunkt, an welchem der Palettenstein in Kontakt mit dem Sperrad N kommt, t2 = Zeitpunkt, an welchem der Kontakt des Palettensteines mit dem Sperrzahn N abbricht, F = Kraft zwischen dem Palettenstein und der Anschlagsfläche des Sperrzahnes, WD = Gesamtwert an Antriebsenergie,
übertragen von dem Palettenstein auf das Sperrad während einer kompletten Schwingung, WL = Gesamtwert der durch die Sperradanordnung aufgenommenen Energie während einer kompletten Schwingung zur Aufrechterhaltung einer kontinuierlichen Drehung des Sperrades und SD = gestrichelte Fläche in Fig. 2, welche die Dimension einer Länge multipliziert durch Zeit hat.
Aufgrund dieser Nomenklatur erhält man: X, = A(1 - cos 2 X - f t) (1) v= n-f-P (2) X2 = X0 + v - t = X0 + n f P t (3) Da X = X2 - XI = XO + n - f - P - t - A(l - cos 2 rc - f - t)(4) kann X einen negativen Wert annehmen. In diesem Fall wirkt eine Kompressionskraft zwischen der Vorderseite des Palettensteines und der Anschlagsfläche N', so dass der elasti sche Abschnitt 2b unter einem Kompressionsdruck steht.
Deshalb wirkt eine Antriebskraft: F = -K X X (5) auf den Sperrzahn N. Die Antriebsenergie WD, hervorgerufen durch die Wirkung dieser Antriebskraft F, wird:
EMI3.1
Die notwendigen Bedingungen zur Ausführung eines stabilen Antriebes für das Sperrad sind jedoch folgende:
Die Anwesenheit einer Periode, innerhalb welcher eine Antriebskraft entstehen kann: Xmjn < 0 0 (7)
Ausserdem muss die Kraft, welche der Antrieb auf die Sperradanordnung ausübt, im Gleichgewicht sein mit der Gesamtsumme, welche durch diese Anordnung aufgenommen wird. Oder, in anderen Worten: WD = K - n - P f f- 5B = WL (8)
Aus alledem ergibt sich, dass in allen den Fällen, wo die verschiedenen Arbeitsbedingungen innerhalb bestimmter, regelmässiger Grenzen liegen, der Bewegungsumwandler in einer stetigen Arbeitsweise wirken kann.
Aber selbst unter bestimmten unregelmässigen und abweichenden Arbeitsbedingungen, wie sie nachstehend noch erläutert werden, kann der erfindungsgemäss ausgebildete Bewegungswandler noch bestimmungsgemäss arbeiten.
Im Falle schwankender Belastungsbedingungen, wobei angenommen wird, dass beispielsweise die Belastung den wesentlich grösseren Wert W'L > WL annimmt, wird: W0 < WL
Auf diese Weise wird die Drehgeschwindigkeit der Sperrradanordnung entsprechend herabgesetzt und der Wert X0 pro Umdrehung wird kleiner und kleiner werden. Mit der Abnahme des Wertes X0 wird der Wert SD grösser werden, so dass WD einen'grösseren Wert W'D annimmt. Dann können neu aufgetretene Stabilisierungsbedingungen WD = WL aufrechterhalten werden, und zwar abgeänderte, stetige Arbeitsbedingungen. Auf diese Weise kann eine neue stetige Drehbewegung der Sperradanordnung ohne Schwierigkeiten aufrechterhalten werden.
In umgekehrtem Fall mit geringerer Belastung treten diese Erscheinungen umgekehrt zu den vorstehend beschriebenen auf. Es kann auch in diesem Fall dann eine stetige Drehbewegung der Sperradanordnung auftreten und ohne Schwierigkeiten gehalten werden.
Ein anderer Störungsfall ist eine schwankende Amplitude des mechanischen Schwingers. Wenn beispielsweise die normale Amplitude des Schwingers sich auf einen grösseren Wert erhöht, wie es beispielsweise durch äussere Einwirkung geschehen kann und wobei ein Übergang von A auf A' erfolgt, wird der Wert SD entsprechend herabgesetzt und die Antriebskraft wird dann entsprechend grösser. Hierdurch wird aber auch die Rotationsgeschwindigkeit des Sperr rades entsprechend erhöht. Der Wert X0 pro Umdrehung wird allmählich grösser werden, bis der Wert SD seinen ursprünglichen Wert erreicht vor der Auswirkung der Amplitudenschwankung und eine neu eingetretene Stabilisierung der Drehbewegung wird aufrechterhalten und umgekehrt.
Die Belastungs- oder Amplitudenschwankungen in vorstehend erwähntem Sinne können entweder vorübergehender oder dauernder Art sein, das Ergebnis kann immer dasselbe sein.
Im Falle eines Arbeitsbeginnes bei einem in Ruhe befindlichen Mechanismus wird zunächst die Amplitude des mechanischen Schwingers allmählich erhöht und der Palettenstein wird während dieser Anfangsperiode eine wiederholte Schlagwirkung gegen einen bestimmten Sperrzahn ausüben, welcher gerade in Reichweite des Palettensteines ist. Mit wei terer Steigerung der Schwingungsamplitude des Schwingers und damit der Vorschubklinke mit ihrem Palettenstein wird das Sperrad eine bestimmte Antriebskraft erhalten, sobald der Palettenstein über den einen Zahn zum nächsten springt, und zwar erfolgt der Antrieb in der Weise, wie es einer gesamten Schwingungsamplitude entspricht, so dass das Sperrrad schnell und stark beschleunigt wird. Auf diese Weise erzielt man eine stabilisierte und stetige Drehung des Sperrades, welche aufrechterhalten wird.
Die Drehbewegung dieses Sperrades ist natürlich in einem Drehsinn gerichtet.
Fig. 4 zeigt eine andere Ausführungsform des erfindungsgemässen Bewegungswandlers mit einem mechanischen Schwinger 11 aus zwei Schwingarmen 11a und 11b und einem kurzen Mittelstück 11 c, so dass dieser Schwinger auf diese Weise etwa W-förmig ausgebildet ist. Dieser Schwinger 11 ist auf einer Grundplatte 25 mittels zweier Schrauben 26 und 27 befestigt. Dieser Schwinger 11 kann als eine bestimmte Ausführung des Schwingers 1 nach Fig. 1 angesehen werden. Die Grundplatte 25 entspricht dann etwa der Grundplatte 100 nach Fig. 1. Die beiden Schwingarme 11 a und 1 1b schwingen in üblicher Weise in gegeneinander gerichteter Phase und in einer Ebene parallel zu der Grundplatte 25.
Eine Vorschubklinke mit einer verlängerten L-Form ist mit ihrem Basisende 12b schwenkbar an einem der Schwingarme 1 1b angeordnet. Da die Vorschubklinke 12 in Fig. 4 nur schematisch eingezeichnet ist, wird ihre besondere Form in Fig. 5a gezeigt. An dem freien Ende dieser Klinke 12 ist ein Palettenstein 12a wie bei der zuerst beschriebenen Ausführungsform befestigt.
Die Vorschubklinke 2 dieser zuerst beschriebenen Ausfüh rung mit ihrem Palettenstein 2a ist in der Fig. 5b dargestellt.
Durch die L-Form hat die Vorschubklinke 12 eine ausgeprägte axiale Elastizität gegenüber einer geringeren seitlichen Elastizität. Der Palettenstein 12a wird in Eingriff gehalten mit einem Sperrad 13, welches Teil einer grösseren Trägheitsmasse in Form eines Zahnrades 15 ist. Diese Anordnung ist ebenfalls drehbar auf der Grundplatte 25 gelagert.
Starr verbunden mit dieser Anordnung und konzentrisch hierzu befindet sich ein Ritzel 14, welches entgegen der Uhrzeigerrichtung drehbar ist, wie es durch einen Pfeil in Fig. 4 angedeutet ist. Der Ausdruck axial im Zusammenhang mit der Elastizität der Vorschubklinke bedeutet eine Richtung, wie sie definiert ist als gerade Verbindung zwischen den beiden Enden der Vorschubklinke.
Das Ritzel 14 steht in Eingriff mit einem Zahnrad 16, welches das erste Rad eines Räderwerkes ist, zu welchem ausser dem die ineinandergreifenden Zahnräder 17 bis 22 gehören.
Das Zahnrad 18 bildet hierbei das zweite Zahnrad und das Zahnrad 22 kann dann bei dem dargestellten Ausführungsbeispiel das Abtriebsrad darstellen. Ausserdem ist noch ein radialer Hebelarm 23 eingezeichnet.
Das Trägheitsrad 15 ist an seinem Aussenumfang mit einer Zahnung 15a ausgestattet und steht hiermit in Eingriff mit einem zweiten Trägheitsrad 24 in Form eines Zahnrades. Beide Trägheitsräder 15 und 24 haben vorzugsweise denselben Durchmesser und dieselbe Trägheit, wobei sie sich in entgegengesetzten Richtungen drehen.
Alle Zahnräder dieses Räderwerkes sind in üblicher Weise drehbar auf der Grundplatte 25 gelagert.
Die Anordnung dieser beiden Trägheitsräder 15 und 24 hat, zusammen mit der axialen Elastizität der Vorschubklinke 12, die wichtige und erstaunliche Wirkung, dass hierdurch Drehbewegungsschwankungen des Sperrades 13 während einer Umdrehung erheblich herabgesetzt werden und hierdurch eine wesentlich kontinuierlichere Drehung des Rades 13 erzielbar ist, als wie sie bei bisher üblichen Bewegungswandlern gefunden wurde.
Es ist hierbei besonders hervorzuheben, dass bei dem erfindungsgemässen Bewegungswandler der bei dem bisher üblichen Schwingungsvorgang auftretende vorübergehende Stop in der Bewegung des Sperrades nahezu vollständig aufgehoben ist.
Bei der praktischen Ausführung des erfindungsgemässen Bewegungswandlers wird die entsprechende Trägheit des Sperrades so gross gewählt, dass Schwankungen in der Drehbewegung auf 25 /0 und weniger unter den normalen Arbeitsbedingungen eines Antriebes gehalten werden. Dieser Vorteil ist in gleicher Weise auch bei der zuerst beschriebenen Ausführungsform zu finden.
Weiterhin sind die sich drehenden Teile so ausgebildet und angeordnet, dass das Sperrad und die hiervon angetriebenen Zahnräder eine algebraische Gesamtsumme der Winkelmomente aufweisen, welche unter normalen Arbeitsbedingungen eines Antriebes 0 ist. Oder genauer ausgedrückt: Der absolute Summenwert der Winkelmomente aller sich in Uhrzeigerrichtung drehenden Zahnräder und ihrer Äquivalente ist im wesentlichen gleich dem Wert der sich entgegen der Uhrzeigerrichtung drehenden Zahnräder und ihrer Äquivalente. Ganz allgemein bedeutet das, dass das Winkelmoment der Zahnräder 16 bis 21 im wesentlichen kleiner ist als dasjenige des Trägheitsrades 15. Das Trägheitsrad 24, welches einen wesentlichen Teil des Winkelmomentes des Trägheitsrades 15 kompensiert, ist so ausgebildet, dass es etwa die gleiche Trägheit aufweist wie das andere Trägheitsrad 15.
Die Schwingarme 11 a und 11 b tragen an ihren freien Enden je ein Joch 30a und 30b, an denen starr die beiden Permanentmagnete 28a und 28b befestigt sind. Diese beiden Permanentmagnete 28a und 28b arbeiten zusammen mit einer fest angeordneten Antriebsspule 29a und einer Fühlerspule 29b. Diese beiden Spulen 30a und 30b sind in üblicher Weise in einen Schaltkreis geschaltet, welcher aus dem Transistor 31, dem Kondensator 32, dem Widerstand 33 und der Stromquelle 34 besteht. Derartige Stromkreise zum Antrieb von Räderwerken sind bekannt und können in vielfältiger Weise abgewandelt werden, wobei sie auch andere Formen annehmen können.
Wenn der Antrieb unter regelmässigen und stetigen Bedingungen in üblicher Weise arbeitet, schwingen die Magnete 28a und 28b zusammen mit ihrem Joch 30a und 30b und den Schwingarmen 1 1a und 1 1b des mechanischen Schwingers 11 in elektromagnetischer Zusammenarbeit mit der Antriebsspule 29a und der Fühlerspule 29b, wie es allgemein bekannt ist. Die Schwingbewegung wird von dem Schwingarm lib auf die Vorschubklinke 12 übertragen, da deren Basisende 12b regelmässig mit dem Schwingarm 1 1b mitschwingt. Die Übertragung der Schwingbewegung durch den Palettenstein 12a auf das Sperrad 13 erfolgt dagegen im wesentlichen in einer kontinuierlichen Art, wie es vorstehend beschrieben worden ist.
Der erfindungsgemässe Bewegungswandler besitzt ein stabileres Bewegungsumwandlungsvermögen gegenüber mechanischen Einwirkungen von aussen, wodurch die erwünschte stetige Arbeitsweise eines Antriebes gestört wird, und zwar insbesondere durch die zusätzliche Anordnung des zweiten Trägheitsrades 24 zusätzlich zu dem ersten Trägheitsrad 15, welches etwa dem Flügelrad 5 der zuerst beschriebenen Ausführungsform entspricht.
Die vorteilhaften, stosssicheren Eigenschaften des erfindungsgemäss ausgebildeten Bewegungswandlers sollen nachstehend noch im einzelnen beschrieben werden:
Wenn ein mit diesem Bewegungswandler ausgestatteter Antrieb einer von aussen kommenden Stosseinwirkung ausge setzt ist, erfolgt bei dem Antrieb und damit bei dem Bewegungswandler eine Beschleunigung ihrer Arbeitsweise. Diese
Beschleunigung kann aufgeteilt werden in drei kartesische Koordinatenkomponente und in ein Drehmoment. Diese kartesischen Komponenten erscheinen im allgemeinen und im wesentlichen in Form von Änderungen in den Lagerreibungen bei allen Drehbewegungen des Räderwerkes, einschliesslich in diesem Fall noch des Sperrades 13. Diese Reibungsschwankungen wirken sich ihrerseits wieder in Form von Belastungsschwankungen aus.
Günstige Möglichkeiten wurden in dieser Hinsicht schon bei der zuerst genannten Ausführungsform erwähnt und dasselbe gilt sinngemäss auch für die zweite Ausführungsform.
Bei der Einwirkung eines störenden Drehmomentes bei der zweiten Ausführungsform, jedoch noch unter der Annahme, dass kein zweites Trägheitsrad 24 vorgesehen ist, wird ein derartiges Drehmoment, wenn es auf die Grundplatte 25 einwirkt, eine ungewollte Drehbewegung des ersten Trägheitsrades 15 hervorrufen. Dies bewirkt wiederum eine Beeinträchtigung des Zeitschrittes durch Störung des Eingriffes zwischen der Vorschubklinke und dem Sperrad.
Wenn dagegen das zweite Trägheitsrad 24 vorgesehen ist, welches mit dem ersten Trägheitsrad 15 in Eingriff steht und hierbei eine entgegengesetzte Drehbewegung ausführt, werden die Drehmomente dieser beiden Trägheitsräder ausgeglichen an ihrem gegenseitigen Eingriffspunkt. Hierdurch wird aber auch das relative Verhältnis zwischen dem Sperrrad und der Grundplatte nicht verändert und dadurch wie vorher beibehalten.
Bei der Ausführungsform nach Fig. 4 ist das Trägheitsmoment des ersten Trägheitsrades 15 in der Weise gewählt, dass es im wesentlichen gleich ist dem Trägheitsmoment des zweiten Trägheitsrades 24, wie vorstehend erwähnt wurde.
Jedoch ist die Erfindung nicht auf diesen Fall beschränkt. So können beispielsweise die beiden Trägheitsmomente auch in der Weise ausgewählt werden, dass sie erforderlichenfalls fol- gender Gleichung entsprechen: A=n'B wobei A das Trägheitsmoment des Rades 15 und B das Trägheitsmoment des Rades 24 ist, während iln das Verhältnis der Umdrehungsgeschwindigkeiten beider Räder ist.
Selbst wenn eine derartige Veränderung durchgeführt ist, kann dieselbe Wirkung eintreten, wie sie vorstehend im Zusammenhang mit Fig. 4 beschrieben ist. Zur Erzielung dieser Wirkung genügt es, die Trägheitsmomente der beiden Trägheitsräder so zu wählen, dass die algebraische Summe ihrer Winkelmomente 0 ist. Im Falle eines Antriebes jedoch, wo eine Drehstörung der vorstehend erwähnten Art nicht merklich auftritt, ergibt sich überhaupt kein Problem in der praktischen Ausführung, selbst wenn das zweite Trägheits rad wegfällt, wie es bei der zuerst beschriebenen Ausfüh rungsform der Fall ist.
Zum besseren Verständnis der Erfindung wird nachste hend die zweite Ausführungsform des erfindungsgemässen
Bewegungswandlers mittels praktischer Dimensionsangaben näher erläutert, wobei als mechanischer Schwinger eine
Stimmgabel verwendet wird.
Anzahl der Schwingungen dieser Stimmgabel: 333'/ Hz Länge der Stimmgabel: 16 mm Masse der Stimmgabelarme: 2 x 0,5 g Amplitude, gemessen am 70 Z (von Spitze Stimmgabelende: zu Spitze) Amplitude, gemessen an der Befestigung der Vorschubklinke 25 u (von Spitze am Stimmgabelarm: zu Spitze) Anzahl der Zähne des Sperrades: 225 Äusserer Umfang des Sperrades: 3 mm
Die praktische Länge über alles (1, + 12) der Vorschubklinke 12 (Fig. 5a) war 7,3 mm, davon 12 :2 mm, deren Breite 2,1 - 10 ' mm und deren Dicke 2,4 10 ) mm.
Das Trägheitsmoment des Sperrades 13 einschliesslich dem ersten Trägheitsrad 15 war 2,67 x 10 3 g cm2. Der eingeschlossene Winkel 0 war 90" und der Durchmesser des
Räderwerkes betrug 30 mm.
Nach den durchgeführten praktischen Versuchen waren die vorstehend erwähnten vier Annahmen hierbei im wesent lichen realisiert. Der Antrieb mit dem erfindungsgemässen
Bewegungswandler konnte unter stabilisierten Bedingungen arbeiten, und zwar mit der Hälfte der üblicherweise aufge wendeten Kraft. Das waren in diesem Fall 13 Volt und 4 uA.
Von aussen einwirkende Stösse und andere, üblicherweise vorkommende Störungen konnten den regelmässigen An trieb nicht beeinträchtigen.
In der Fig. 5 sind einige der wichtigsten Formen von axial elastischen Vorschubklinken dargestellt, welche einen wesentlichen Bestandteil des erfindungsgemäss ausgebilde ten Bewegungswandlers bilden, wobei diese Darstellungen etwas schematisiert sind.
Wie schon erwähnt, zeigt die Fig. 5a eine Vorschub klinke, wie sie bei der Ausführungsform nach Fig. 4 Verwen dung findet.
Die zweite Ausführung nach Fig. 5b ist eine solche, wie sie nach Fig. 1 Verwendung findet. Bei diesem zweiten Bei spiel ist der elastische Abschnitt 2b zickzackförmig ge krümmt, um die notwendige Elastizität zuzulassen, so dass auf diese Weise in der Vorschubklinke 2 gleichzeitig auch das notwendige, federnde Drehmoment vorhanden ist.
Bei der dritten Ausführung einer Vorschubklinke 42 nach Fig. 5c bildet der elastische Abschnitt 42b ebenfalls eine Zickzackkurve, wobei diese jedoch rechtwinklig zu der Ebene der vorhergehenden Krümmung ist. Das vierte Beispiel einer Vorschubklinke 52 nach Fig. 5d besitzt einen elastischen Abschnitt 52b, welcher aus einer Kombination je einer halben Kurve der elastischen Abschnitte nach den Fig.
5b und 5c besteht.
Beim fünften Beispiel einer Vorschubklinke 62 nach Fig.
5e besitzt der elastische Abschnitt 62b die Form einer Schraubenwindung.
Bei der Ausführung nach Fig. 5f hat der elastische Abschnitt 72b der Vorschubklinke 72 die einfache Form einer nach oben gekrümmten Kurve.
Beim dritten Ausführungsbeispiel gemäss Fig. 5c ist die Befestigung der Vorschubklinke 42 in einem elastischen, offenen Ring 42 c gezeigt, welcher unter Spannung und genau ausgerichtet auf einem nicht dargestellten Zapfen sitzt, der an dem mechanischen Schwinger vorgesehen ist. Diese Ausbildung für eine Befestigung des Basisendes der Vorschubklinke war schon im Zusammenhang mit der ersten Ausführungsform erwähnt worden. In den anderen verschiedenen Beispielen für die Ausbildung der Vorschubklinke nach Fig.
5d, 5e und 5f sind diese Basisenden 52c, 62c und 72c nur sche matisch und in hohem Masse vereinfacht dargestellt, obgleich eine Befestigung nach Fig. 5c ebenfalls möglich ist.
Die Palettensteine 42a, 52a, 62a und 72a sind in gleicher Weise ausgebildet, wie es im Zusammenhang mit den beschriebenen Ausführungsformen bei den Palettensteinen 2a oder 12a erwähnt ist.
Es konnte gezeigt werden, dass der erfindungsgemässe
Bewegungswandler stabilisiert arbeiten kann im Sinne einer automatischen Steuertechnik. Dieser Mechanismus gemäss der Erfindung kann stabilisiert werden mit zwei oder mehr
Sperrzähnen pro Schwingung des mechanischen Schwingers mit einer gewissen verschiedenen Kombination unterschiedli cher Parameter P, K, f, n und A, als diejenigen, wie sie schon erwähnt wurden. Wenn beispielsweise von aussen ein mechanischer Stoss erfolgte, konnte auf verschiedene Art eine stetige und stabilisierte Arbeitsweise des Bewegungsumwandlers aufrechterhalten werden, wobei zwei Zähne anstatt einem Zahn des Sperrades bei jeder Schwingung des Schwingers weiterbefördert wurden.
Wenn der Bewegungsumwandler zur Förderung eines Sperrzahnes pro Schwingung des mechanischen Schwingers ausgebildet ist, stellt naturgemäss die vorstehend erwähnte Bedingung eine Störung in dem regelmässigen Antrieb dar.
Nachfolgend wird die Wahl dieser Parameter angegeben, um derartige Schwierigkeiten bei der Arbeitsweise des Antriebes zu vermeiden.
Angenommen, der Bewegungswandler arbeitet unter stabilisierten Bedingungen, wobei n Zähne pro Schwingung des Schwingers weiterbefördert werden. In diesem Fall müssen folgende Bedingungen erfüllt werden:
Wenn das Sperrad mit einer Geschwindigkeit dreht, welche a (n + 1) Zähne pro Schwingung des Schwingers entspricht, und wenn die Amplitude der Vorschubklinke ihren maximal zulässigen Wert erreicht, welcher ausgedrückt werden kann als A = Amax, dann muss die maximale Antriebsenergie W"D (wenn X0 = 0), welche durch die schwingende Klinke ausgeübt wird, geringer sein, als der geringste Belastungsverlust W"D, um die Fördergeschwindigkeit a (n + 1) aufrechtzuerhalten.
Daher ist W"D D WL (9)
Wenn das Sperrad mit seiner regelmässigen Arbeitsgeschwindigkeit arbeitet und wenn die Amplitude einen zulässigen Minimalwert erreicht, welcher ausgedrückt werden kann durch A = Amin, muss die maximale Antriebsenergie wenn wenn W0 == 0, wie sie von der Sperrklinke ausgeübt wird, kleiner sein als der maximal zulässige Wert W'D des normalen Belastungsverlustes, so dass WD > - ¯ WL (10)
Der einfache Strich bedeutet hierbei die Parameter des zuletzt beschriebenen Falles, während die doppelten Striche diejenigen des vorher beschriebenen Falles betreffen. Unter diesen Bedingungen erhält man den vorstehend genannten Parameter WD aus der Beziehung (9).
EMI6.1
= (n + 1)- K P f f- 5,,c W"L (11) Aus der Beziehung (10) ergibt sich
EMI6.2
= n nKfS'n > W' K- f f SD > WL (12)
Eine stabilisierte Arbeitsweise des Bewegungswandlers kann auf diese Weise gesichert werden durch eine Auswahl dieser Parameter n, K, P, f usw., so dass sie diesen Gleichungen 11 und 12 genügen.
In Fig. 6 sind die beiden vorerwähnten Zustände in gleicher Weise aufgetragen wie in Fig. 2.
Mit dem erfindungsgemäss ausgebildeten Bewegungswandler ist es auch möglich, das Sperrad um einen Zahn bei jeweils m Schwingungen des mechanischen Schwingers weiterzufördern, wenn angenommen wird, dass m eine ganze Zahl von 2 und grösser ist, und die Auswahl des Zahnabstandes etwas grösser als vorher. In diesem Fall ist die regelmässige Anzahl der Sperrzähne pro Schwingung des Schwingers llm Zähne. Im Falle einer übermässigen Weiterförderung der Zähne nahe der normalen Fördergeschwindigkeit wird dieser Wert l/m-1 Zähne pro Schwingung. In diesem Fall werden daher die Beziehungen 11 und 12:
EMI6.3
wobei W"L ein minimaler Belastungsverlust ist zur Aufrechterhaltung einer Förderung von 1/m-1 Zähnen während einer Schwingung.
Ein praktisches, numerisches Beispiel für den vorstehend beschriebenen Fall, wobei n eine ganze Zahl ist, wird nachstehend gegeben. Angenommen: 1000 P = 35 ,u; f = 3 Hz Amin = 35 u; WL = 1,45 uW dann erhält man nach der Beziehung 10 K > 2 g/mm
Wenn daher die Amplitude 35 ,u bis 44 l ist, beträgt die Federkonstante der Vorschubklinke 2 bis 2,5 g/mm und es ist eine stabile Arbeitsweise des Bewegungswandlers gesichert für einen Belastungsverlust von 1,45 ,uW, wobei gleichzeitig ein doppeltes Überspringen der Zähne des Sperrades wirksam vermieden ist.
Aus vorstehenden Ausführungen ergibt sich, dass der erfindungsgemässe Bewegungswandler hoch stabilisierte Arbeitsbedingungen bei einem kontinuierlichen Synchronantrieb schaffen kann, wobei die notwendige Antriebsleistung und auch die Fähigkeit zur Kompensation von Belastungsund Amplitudenschwankungen gegeben ist
Weiterhin ergeben sich noch verschiedene folgende Vorteile:
Es gibt keine Ungewissheit in der Arbeitsweise, welche bisher durch gelegentliche Verschiedenheit in der Anordnung zwischen der Vorschubklinke und der Stopklinke auftrat, da bei der erfindungsgemässen Ausführung keine Stopklinke vorhanden ist. Wie bereits erwähnt, ist der erfindungsgemässe Bewegungswandler verhältnismässig unempfindlich für eine gelegentliche exzentrische Herstellung und bzw.
oder Montage des Sperrades, was bisher einen erheblichen Aufwand an Montagekosten erforderte, die nunmehr wegfallen und den erfindungsgemässen Bewegungswandler daher billiger gestalten.
Eine weitere Möglichkeit besteht darin, am Aussenumfang des Sperrades eine wesentlich feinere Zahnung anzuordnen und auch die hiermit zusammenarbeitenden Teile feiner auszubilden, so dass eine hohe Schwingungsfrequenz des mechanischen Schwingers leicht und zuverlässig umgewandelt werden kann in eine langsame Drehbewegung des Sperrades.
Unterbrechungen des Sperrades, wie sie üblicherweise vorkommen, sind hierbei ausgeschlossen und die Bewegung kann in eine praktisch kontinuierliche und konstante Drehung des Sperrades umgewandelt werden. Obgleich gelegentlich Rückbewegungen des Sperrades verursacht werden können. wenn die Belastung ausserordentlich gross und die entsprechende Trägheit des Sperrades sehr klein ist, kann eine Unterbrechung der Bewegung jedoch vollständig verhindert werden.
Gelegentliche Schwankungen in der kinetischen Energie durch die Drehung des Sperrades werden stets innerhalb des Systems des Räderwerkes aufgenommen. Unwirksame Energieaufnahme durch das Zusammentreffen des Sperrzahnes mit dem Palettenstein der Vorschubklinke sind vollkommen ausgeschaltet. Diese Merkmale sind in höchstem Masse vorteilhaft für die Anwendung eines hochfrequenten Schwingers oder in der Verwendung dieses Bewegungswandlers in einem Antrieb mit grossen Abmessungen.
Da die Vorschubklinke eine gewisse Elastizität in ihrer Schwingungsrichtung aufweist, wird ein weicher und nachgiebiger Kontakt auch in dem Fall gesichert, wo ein plötzlicher Schlag oder Stoss von aussen ausgeübt wird.
Selbstverständlich ist die praktische Ausführungsform des erfindungsgemässen Bewegungswandlers in keiner Weise auf die dargestellten Ausführungsbeispiele beschränkt, da insbesondere die verschieden ausgebildeten Vorschubklinken sowohl in der einen als auch in der anderen Ausführung Verwendung finden können.
Für die Gestaltung der Vorschubklinken ist es ferner möglich, diese im wesentlichen gradlinig zu fertigen und hierbei den federnden Abschnitt in allernächster Nähe des Basisendes vorzusehen.
Auch die Ausbildung des mechanischen Schwingers kann in anderer, im allgemeinen üblicher Weise erfolgen.